(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
車両用空調装置に適用される蒸気圧縮式の冷凍サイクル（１０）における冷媒放熱器であって、
冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）から吐出された冷媒と車室内へ送風される送風空気とを熱交換させて、過熱度を有する気相冷媒のエンタルピを、気液二相冷媒を経て液相冷媒となるまで低下させる冷媒放熱器であり、
冷媒が流通する複数のチューブ（１２１）と、
前記複数のチューブ（１２１）の積層方向に延びて前記複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の集合あるいは分配を行う一対のヘッダタンク（１２２、１２３）とを備え、
前記複数のチューブ（１２１）には、一端側から前記過熱度を有する気相冷媒を流入させて他端側から流出させる第１チューブ群（１２１ａ）、および、前記第１チューブ群（１２１ａ）から流出した冷媒を前記他端側から流入させて液相冷媒となるまでエンタルピが低下した冷媒を前記一端側から流出させる第２チューブ群（１２１ｂ）が設けられており、
前記一対のヘッダタンク（１２２、１２３）のうち前記一端側に配置されるヘッダタンク（１２２）の内部空間は、少なくとも前記第１チューブ群（１２１ａ）に連通する第１空間（１２２ａ）および前記第２チューブ群（１２１ｂ）に連通する第２空間（１２２ｂ）に区画されており、
前記過熱度を有する気相冷媒の過熱度（ＳＨ）は、予め定めた基準過熱度（ＫＳＨ）以下になっており、
前記第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する冷媒は、過冷却度を有する液相冷媒であり、
前記第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する液相冷媒の過冷却度（ＳＣ）は、２４．７℃以下となっており、
前記複数のチューブ（１２１）の本数をＸとし、
前記第１チューブ群（１２１ａ）の本数のＸに対する割合をＹとし、
前記複数のチューブ（１２１）のうち前記冷媒と前記送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）としたときに、
｛（−０．０００８Ｗ2＋０．１０９Ｗ＋１９．９５２）Ｘ2＋（０．０３６Ｗ2＋１．７７９１Ｗ−１８７６．６）Ｘ−０．２５３６Ｗ2−３２．１７３Ｗ＋５０８８６｝／１０5≦Ｙ≦（１４．７４８Ｘ2−９９９．９７Ｘ−０．２１６Ｗ2＋２６３．４８Ｗ＋４６８９３．５）／１０5となっており、
さらに、８５≦Ｗ≦３５０となっているとともに、１０≦Ｘ≦５０となっていることを特徴とする冷媒放熱器。
【請求項２】
車両用空調装置に適用される蒸気圧縮式の冷凍サイクル（１０）における冷媒放熱器であって、
冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）から吐出された冷媒と車室内へ送風される送風空気とを熱交換させて、過熱度を有する気相冷媒のエンタルピを、気液二相冷媒となるまで低下させる冷媒放熱器であり、
冷媒が流通する複数のチューブ（１２１）と、
前記複数のチューブ（１２１）の積層方向に延びて前記複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の集合あるいは分配を行う一対のヘッダタンク（１２２、１２３）とを備え、
前記複数のチューブ（１２１）には、一端側から前記過熱度を有する気相冷媒を流入させて他端側から流出させる第１チューブ群（１２１ａ）、および、前記第１チューブ群（１２１ａ）から流出した冷媒を前記他端側から流入させて気液二相冷媒となるまでエンタルピが低下した冷媒を前記一端側から流出させる第２チューブ群（１２１ｂ）が設けられており、
前記一対のヘッダタンク（１２２、１２３）のうち前記一端側に配置されるヘッダタンク（１２２）の内部空間は、少なくとも前記第１チューブ群（１２１ａ）に連通する第１空間（１２２ａ）および前記第２チューブ群（１２１ｂ）に連通する第２空間（１２２ｂ）に区画されており、
前記過熱度を有する気相冷媒の過熱度（ＳＨ）は、予め定めた基準過熱度（ＫＳＨ）以下になっており、
前記第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する冷媒は、気液二相冷媒であり、
前記第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する気液二相冷媒の乾き度は、０．２５以下となっており、
前記複数のチューブ（１２１）の本数をＸとし、
前記第１チューブ群（１２１ａ）の本数のＸに対する割合をＹとし、
前記複数のチューブ（１２１）のうち前記冷媒と前記送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）としたときに、
｛（−０．０００８Ｗ2＋０．１０９Ｗ＋１９．９５２）Ｘ2＋（０．０３６Ｗ2＋１．７７９１Ｗ−１８７６．６）Ｘ−０．２５３６Ｗ2−３２．１７３Ｗ＋５０８８６｝／１０5≦Ｙ≦（１４．７４８Ｘ2−９９９．９７Ｘ−０．２１６Ｗ2＋２６３．４８Ｗ＋４６８９３．５）／１０5となっており、
さらに、８５≦Ｗ≦３５０となっているとともに、１０≦Ｘ≦５０となっていることを特徴とする冷媒放熱器。
【請求項３】
前記複数のチューブ（１２１）のうち前記冷媒と前記送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）とし、前記複数のチューブ（１２１）の積層方向最上位部から積層方向最下位部へ至る積層高さＨ（単位：ｍｍ）としたときに、
−０．５６９Ｈ＋１２９．４１≦Ｗ≦−０．５４８７Ｈ＋４５８．７７
となっていることを特徴とする請求項１または２に記載の冷媒放熱器。
【請求項４】
前記複数のチューブ（１２１）のうち前記冷媒と前記送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）とし、前記複数のチューブ（１２１）の積層方向最上位部から積層方向最下位部へ至る積層高さＨ（単位：ｍｍ）としたときに、
−０．６０５９Ｈ＋１５２．２３≦Ｗ≦−０．５６９２Ｈ＋３８２．６９
となっていることを特徴とする請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷媒放熱器。
【請求項５】
前記複数のチューブ（１２１）は、水平方向に延びており、
前記第１チューブ群（１２１ａ）は、前記第２チューブ群（１２１ｂ）よりも下方に配置されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷媒放熱器。
【請求項６】
前記複数のチューブ（１２１）は、水平方向に延びており、
前記第１チューブ群（１２１ａ）は、前記第２チューブ群（１２１ｂ）よりも上方に配置されていることを特徴とする請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷媒放熱器。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、蒸気圧縮式の冷凍サイクルにおいて冷媒を放熱させる冷媒放熱器に関する。
【背景技術】
【０００２】
従来、蒸気圧縮式の冷凍サイクルにおいて、圧縮機から吐出された高温高圧の吐出冷媒を空気に放熱させる冷媒放熱器が知られている。例えば、特許文献１の冷媒放熱器は、車両用空調装置に適用され、圧縮機吐出冷媒と車室内へ送風される送風空気とを熱交換させて送風空気を加熱する加熱用の熱交換器としての機能を果たしている。
【０００３】
また、特許文献１の冷凍サイクルでは、冷媒として二酸化炭素を採用しており、圧縮機吐出側から減圧装置入口側へ至るサイクルの高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力以上となる、いわゆる超臨界サイクルを構成している。従って、冷媒放熱器では、超臨界状態の冷媒を放熱させている。
【０００４】
さらに、この冷媒放熱器では、送風空気の流れ方向に並んだ上流側熱交換部と下流側熱交換部との２つの熱交換部を有し、下流側熱交換部の一端側から他端側へ流通させた圧縮機吐出冷媒を上流側熱交換部の他端側から一端側へ流通させるとともに、下流側熱交換部の熱交換能力を上流側熱交換部の熱交換能力よりも低下させている。
【０００５】
これにより、送風空気の流れ方向から見たときに上流側熱交換部のうち低温の冷媒が流れる熱交換領域と下流側熱交換部のうち高温の冷媒が流れる熱交換領域とを重合させるとともに、下流側熱交換部へ流入した直後の冷媒の急激な温度低下を抑制し、冷媒放熱器から吹き出される送風空気に温度分布が生じてしまうことの抑制を図っている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００６】
【特許文献１】特開２００４−１２５３４６号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００７】
しかしながら、特許文献１の冷媒放熱器を、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力未満となる、いわゆる亜臨界冷凍サイクルに適用しても、上述した温度分布の抑制効果を得ることは難しい。その理由は、亜臨界冷凍サイクルでは、冷媒が冷媒放熱器にて放熱する際に、過熱度を有する気相冷媒から気液二相冷媒へ、さらには過冷却度を有する液相冷媒へ相変化するからである。
【０００８】
より詳細には、超臨界冷凍サイクルでは、冷媒放熱器にて冷媒を超臨界状態のまま放熱させるので、冷媒放熱器内を流通する冷媒は、ほぼ一定の勾配で温度低下しながら放熱する。従って、特許文献１のように、風上側の熱交換領域および風下側の熱交換領域を流通する冷媒の流れ方向を対向させ、冷媒が風下側の熱交換領域へ流入した直後の急激な温度低下を抑制することによって、送風空気の温度分布を抑制できる。
【０００９】
一方、亜臨界冷凍サイクルでは、冷媒放熱器内を流通する冷媒が気相冷媒あるいは液相冷媒になっている際には、冷媒は、その温度を低下させながら放熱する（すなわち、温度とエンタルピとの双方を低下させる）ものの、気液二相冷媒になっている際には、その温度を低下させることなく放熱する（すなわち、エンタルピのみを低下させる）。
【００１０】
従って、送風空気の流れ方向から見たときに、一方の熱交換領域のうち冷媒が気液二相冷媒になっている熱交換領域と他方の熱交換領域のうち冷媒が気相冷媒あるいは液相冷媒になっている熱交換領域が、空気流れ方向に重合していると冷媒放熱器から吹き出される送風空気の温度分布を充分に抑制することができなくなってしまう。
【００１１】
本発明は、上記点に鑑み、気相冷媒のエンタルピを、少なくとも気液二相冷媒となるまで低下させる冷媒放熱器にて、冷媒と熱交換して吹き出される送風空気の温度分布を抑制することを目的とする。
【課題を解決するための手段】
【００１２】
上記目的を達成するため、請求項１に記載の発明では、車両用空調装置に適用される蒸気圧縮式の冷凍サイクル（１０）における冷媒放熱器であって、
冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）から吐出された冷媒と車室内へ送風される送風空気とを熱交換させて、過熱度を有する気相冷媒のエンタルピを、気液二相冷媒を経て液相冷媒となるまで低下させる冷媒放熱器であり、
冷媒が流通する複数のチューブ（１２１）と、複数のチューブ（１２１）の積層方向に延びて複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の集合あるいは分配を行う一対のヘッダタンク（１２２、１２３）とを備え、
複数のチューブ（１２１）には、一端側から気相冷媒を流入させて他端側から流出させる第１チューブ群（１２１ａ）、および、第１チューブ群（１２１ａ）から流出した冷媒を他端側から流入させて液相冷媒となるまでエンタルピが低下した冷媒を一端側から流出させる第２チューブ群（１２１ｂ）が設けられており、
一対のヘッダタンク（１２２、１２３）のうち一端側に配置されるヘッダタンク（１２２）の内部空間は、少なくとも第１チューブ群（１２１ａ）に連通する第１空間（１２２ａ）および第２チューブ群（１２１ｂ）に連通する第２空間（１２２ｂ）に区画されていることを特徴とする。
【００１３】
これによれば、複数のチューブ（１２１）の積層方向に延びるヘッダタンク（１２２）の内部空間を、第１チューブ群（１２１ａ）に連通する第１空間（１２２ａ）および第２チューブ群（１２１ｂ）に連通する第２空間（１２２ｂ）に区画しているので、第１チューブ群（１２１ａ）によって構成される熱交換領域（以下、第１熱交換領域と表現する。）および第２チューブ群（１２１ｂ）によって構成される熱交換領域（以下、第２熱交換領域と表現する。）を、ヘッダタンク（１２２）の長手方向に並べて配置することができる。
【００１４】
従って、双方の熱交換領域の面積比を調整する手段、あるいは、双方の熱交換領域にて熱交換する送風空気量を調整する手段等により、双方の熱交換領域における熱交換量を変化させることによって、冷媒と熱交換して吹き出される送風空気の温度分布を容易に抑制可能な冷媒放熱器を提供することができる。
【００１５】
より詳細には、第１チューブ群（１２１ａ）の一端側には比較的高温の気相冷媒が流入し、他端側からは送風空気と熱交換して温度低下した冷媒が流出するので、第１熱交換領域から吹き出される送風空気には、一端側から他端側へ向かって温度低下する温度分布が生じている。
【００１６】
一方、第２チューブ群（１２１ｂ）の他端側には第１チューブ群（１２１ａ）の他端側の冷媒と同等の温度の冷媒が流入し、第２チューブ群（１２１ｂ）の一端側からは送風空気と熱交換した冷媒が流出する。
【００１７】
この際、第２チューブ群（１２１ｂ）の他端側から気液二相冷媒が流入し、第２チューブ群（１２１ｂ）の一端側から液相冷媒が流出するので、第２チューブ群（１２１ｂ）を流通する液相冷媒は送風空気と熱交換して温度低下する。従って、第２熱交換領域から吹き出される送風空気には、他端側から一端側へ向かって温度低下する温度分布が生じる。
【００１９】
第１、第２熱交換領域において、このような温度分布が生じる場合には、双方の熱交換領域にて熱交換する送風空気量を調整する手段等によって、双方の熱交換領域における熱交換量を変化させて、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気および第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気を合流させた合流空気の温度と、第１、第２熱交換領域の他端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を抑制できる。
【００２０】
その結果、送風空気のチューブ（１２１）の長手方向の温度分布を容易に抑制可能な冷媒放熱器を提供することができる。
【００２１】
さらに、車室内への送風空気の温度分布を抑制するために、請求項１に記載の発明では、過熱度を有する気相冷媒の過熱度（ＳＨ）は、予め定めた基準過熱度（ＫＳＨ）以下になっており、第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する冷媒は、過冷却度を有する液相冷媒であり、第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する液相冷媒の過冷却度（ＳＣ）は、２４．７℃以下となっている。
このように、第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する液相冷媒の過冷却度（ＳＣ）の上限を規定することにより、後述の図６に例示するように車室内への送風空気の温度分布を抑制できる。
これに加えて、請求項１に記載の発明では、複数のチューブ（１２１）の本数をＸとし、第１チューブ群（１２１ａ）の本数のＸに対する割合をＹとし、複数のチューブ（１２１）のうち冷媒と送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）としたときに、
｛（−０．０００８Ｗ2＋０．１０９Ｗ＋１９．９５２）Ｘ2＋（０．０３６Ｗ2＋１．７７９１Ｗ−１８７６．６）Ｘ−０．２５３６Ｗ2−３２．１７３Ｗ＋５０８８６｝／１０5≦Ｙ≦（１４．７４８Ｘ2−９９９．９７Ｘ−０．２１６Ｗ2＋２６３．４８Ｗ＋４６８９３．５）／１０5となっており、
さらに、８５≦Ｗ≦３５０となっているとともに、１０≦Ｘ≦５０となっていることを特徴とする。
これによれば、請求項１に記載の発明では、複数のチューブ（１２１）の本数Ｘに対する第１チューブ群（１２１ａ）を構成するチューブ（１２１）の本数の割合Ｙを調整することによって、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を容易に調整することができる。これにより、後述の第１実施形態に例示するように車室内への送風空気の温度分布抑制をより適切に実現できる。
【００２２】
また、請求項２に記載の発明では、車両用空調装置に適用される蒸気圧縮式の冷凍サイクル（１０）における冷媒放熱器であって、冷媒を圧縮して吐出する圧縮機（１１）から吐出された冷媒と車室内へ送風される送風空気とを熱交換させて、過熱度を有する気相冷媒のエンタルピを、気液二相冷媒となるまで低下させる冷媒放熱器であり、
冷媒が流通する複数のチューブ（１２１）と、複数のチューブ（１２１）の積層方向に延びて複数のチューブ（１２１）を流通する冷媒の集合あるいは分配を行う一対のヘッダタンク（１２２、１２３）とを備え、
複数のチューブ（１２１）には、一端側から過熱度を有する気相冷媒を流入させて他端側から流出させる第１チューブ群（１２１ａ）、および、第１チューブ群（１２１ａ）から流出した冷媒を他端側から流入させて気液二相冷媒となるまでエンタルピが低下した冷媒を一端側から流出させる第２チューブ群（１２１ｂ）が設けられており、
一対のヘッダタンク（１２２、１２３）のうち一端側に配置されるヘッダタンク（１２２）の内部空間は、少なくとも前記第１チューブ群（１２１ａ）に連通する第１空間（１２２ａ）および前記第２チューブ群（１２１ｂ）に連通する第２空間（１２２ｂ）に区画されており、
過熱度を有する気相冷媒の過熱度（ＳＨ）は、予め定めた基準過熱度（ＫＳＨ）以下になっており、第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する冷媒は、気液二相冷媒であり、第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する気液二相冷媒の乾き度は、０．２５以下となっており、
複数のチューブ（１２１）の本数をＸとし、第１チューブ群（１２１ａ）の本数のＸに対する割合をＹとし、複数のチューブ（１２１）のうち冷媒と送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）としたときに、
｛（−０．０００８Ｗ2＋０．１０９Ｗ＋１９．９５２）Ｘ2＋（０．０３６Ｗ2＋１．７７９１Ｗ−１８７６．６）Ｘ−０．２５３６Ｗ2−３２．１７３Ｗ＋５０８８６｝／１０5≦Ｙ≦（１４．７４８Ｘ2−９９９．９７Ｘ−０．２１６Ｗ2＋２６３．４８Ｗ＋４６８９３．５）／１０5となっており、
さらに、８５≦Ｗ≦３５０となっているとともに、１０≦Ｘ≦５０となっていることを特徴とする。
請求項２に記載の発明では、上記のように第２チューブ群（１２１ｂ）から気液二相冷媒が流出するようになっており、これに伴って、第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する気液二相冷媒の乾き度が、０．２５以下となることを限定している。
このように、第２チューブ群（１２１ｂ）から流出する気液二相冷媒の乾き度の上限を規定することにより、後述の図１０に例示するように車室内への送風空気の温度分布を抑制できる。
請求項２に記載の発明では、上記のように第２チューブ群（１２１ｂ）から気液二相冷媒が流出する点で請求項１に記載の発明と相違しているが、他の点は請求項１に記載の発明と同じである。
このため、請求項２に記載の発明においても、請求項１に記載の発明と同様に、複数のチューブ（１２１）の本数Ｘに対する第１チューブ群（１２１ａ）を構成するチューブ（１２１）の本数の割合Ｙを調整することによって、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を容易に調整することができる。これにより、請求項２に記載の発明においても、後述の第２実施形態に例示するように車室内への送風空気の温度分布抑制をより適切に実現できる。
【００２６】
請求項３に記載の発明では、請求項１または２に記載の冷媒放熱器において、複数のチューブ（１２１）のうち冷媒と送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）とし、複数のチューブ（１２１）の積層方向最上位部から積層方向最下位部へ至る積層高さＨ（単位：ｍｍ）としたときに、
−０．５６９Ｈ＋１２９．４１≦Ｗ≦−０．５４８７Ｈ＋４５８．７７
となっていることを特徴とする。
【００２７】
このように、冷媒放熱器全体としての熱交換領域の大きさを調整することによって、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を容易に調整することができる。
【００２８】
さらに、請求項４に記載の発明のように、請求項１ないし３のいずれか１つに記載の冷媒放熱器において、複数のチューブ（１２１）のうち冷媒と送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（単位：ｍｍ）とし、複数のチューブ（１２１）の積層方向最上位部から積層方向最下位部へ至る積層高さＨ（単位：ｍｍ）としたときに、
−０．６０５９Ｈ＋１５２．２３≦Ｗ≦−０．５６９２Ｈ＋３８２．６９
となっていてもよい。
【００２９】
また、請求項１ないし４のいずれか１つに記載の冷媒放熱器において、請求項５に記載の発明のように、複数のチューブ（１２１）は、水平方向に延びており、第１チューブ群（１２１ａ）は、第２チューブ群（１２１ｂ）よりも下方に配置されていてもよいし、請求項６に記載の発明のように、複数のチューブ（１２１）は、水平方向に延びており、第１チューブ群（１２１ａ）は、第２チューブ群（１２１ｂ）よりも上方に配置されていてもよい。
【００３０】
これによれば、複数のチューブ（１２１）の長手方向が水平方向となるので、水平方向の送風空気の温度分布を抑制することができる。
ところで、一般的な車両用空調装置では、冷媒放熱器から吹き出される送風空気に水平方向の温度分布が生じると、運転席側へ吹き出される送風空気と助手席側へ吹き出される送風空気との温度差が拡大してしまう。
従って、請求項５、６に記載の発明のように複数のチューブ（１２１）が水平方向に延びる構成とすることにより、送風空気の水平方向での温度分布を抑制することができるので、運転席側への吹出空気と助手席側への吹出空気との温度差を縮小できる。この効果は、車両用空調装置への適用において、実用上極めて有効である。
【００３３】
なお、この欄および特許請求の範囲で記載した各手段の括弧内の符号は、後述する実施形態に記載の具体的手段との対応関係を示す一例である。
【図面の簡単な説明】
【００３４】
【図１】第１実施形態のヒートポンプサイクルの暖房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。
【図２】第１実施形態のヒートポンプサイクルの冷房運転時の冷媒流路等を示す全体構成図である。
【図３】第１実施形態の冷媒放熱器の配置状態を示す説明図である。
【図４】第１実施形態の冷媒放熱器の正面図である。
【図５】室温と人間の一般的な温感との関係を示すグラフである。
【図６】過冷却度ＳＣと左右平均温度差ΔＴとの関係を示すグラフである。
【図７】冷媒放熱器の寸法諸元等を説明するための説明図である。
【図８】第１チューブ群を構成するチューブの本数の割合Ｙと左右平均温度差ΔＴとの関係を示すグラフである。
【図９】長手方向長さＷ、積層高さＨおよび左右平均温度差ΔＴの関係を示すグラフである。
【図１０】第２実施形態の冷媒放熱器の左右平均温度差ΔＴを示す図表である。
【発明を実施するための形態】
【００３５】
（第１実施形態）
図１〜図９により、本発明の第１実施形態を説明する。本実施形態では、本発明の冷媒放熱器１２を備えるヒートポンプサイクル１０（蒸気圧縮式の冷凍サイクル）を、車両用空調装置１に適用している。図１、図２は、本実施形態の車両用空調装置１の全体構成図である。なお、車両用空調装置１は、エンジン（内燃機関）から走行用駆動力を得る通常のエンジン車両のみならず、ハイブリッド車両や電気自動車等種々の車両に適用できる。
【００３６】
ヒートポンプサイクル１０は、車両用空調装置１において、空調対象空間である車室内へ送風される車室内送風空気を加熱あるいは冷却する機能を果たす。従って、このヒートポンプサイクル１０は、冷媒流路を切り替えて、熱交換対象流体である車室内送風空気を加熱して車室内を暖房する暖房運転（加熱運転）、車室内送風空気を冷却して車室内を冷房する冷房運転（冷却運転）を実行できる。
【００３７】
なお、図１、２のヒートポンプサイクル１０に示す全体構成図では、それぞれ暖房運転時における冷媒の流れ、および、冷房運転時における冷媒の流れを実線矢印で示している。
【００３８】
また、本実施形態のヒートポンプサイクル１０では、冷媒としてＨＦＣ系冷媒（具体的には、Ｒ１３４ａ）を採用しており、高圧側冷媒圧力が冷媒の臨界圧力を超えない亜臨界冷凍サイクルを構成している。もちろん、亜臨界冷凍サイクルを構成する冷媒であれば、ＨＦＯ系冷媒（具体的には、Ｒ１２３４ｙｆ）等を採用してもよい。さらに、この冷媒には圧縮機１１を潤滑するための冷凍機油が混入されており、冷凍機油の一部は冷媒とともにサイクルを循環している。
【００３９】
まず、圧縮機１１は、エンジンルーム内に配置されて、ヒートポンプサイクル１０において冷媒を吸入し、圧縮して吐出するもので、吐出容量が固定された固定容量型圧縮機１１ａを電動モータ１１ｂにて駆動する電動圧縮機である。固定容量型圧縮機１１ａとしては、具体的に、スクロール型圧縮機構、ベーン型圧縮機構等の各種圧縮機構を採用できる。
【００４０】
電動モータ１１ｂは、後述する空調制御装置から出力される制御信号によって、その作動（回転数）が制御されるもので、交流モータ、直流モータのいずれの形式を採用してもよい。そして、この回転数制御によって、圧縮機１１の冷媒吐出能力が変更される。従って、本実施形態では、電動モータ１１ｂが圧縮機１１の吐出能力変更手段を構成する。
【００４１】
圧縮機１１の冷媒吐出口には、冷媒放熱器１２の冷媒入口側が接続されている。冷媒放熱器１２は、後述する車両用空調装置１の室内空調ユニット３０のケーシング３１内に配置されて、圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒と後述する冷媒蒸発器２０通過後の車室内送風空気とを熱交換させる加熱用熱交換器である。なお、冷媒放熱器１２の詳細構成については後述する。
【００４２】
冷媒放熱器１２の冷媒出口側には、暖房運転時に冷媒放熱器１２から流出した冷媒を減圧膨張させる暖房運転用の減圧手段としての暖房用固定絞り１３が接続されている。この暖房用固定絞り１３としては、オリフィス、キャピラリチューブ等を採用できる。暖房用固定絞り１３の出口側には、室外熱交換器１６の冷媒入口側が接続されている。
【００４３】
さらに、冷媒放熱器１２の冷媒出口側には、冷媒放熱器１２から流出した冷媒を、暖房用固定絞り１３を迂回させて室外熱交換器１６側へ導く固定絞り迂回用通路１４が接続されている。この固定絞り迂回用通路１４には、固定絞り迂回用通路１４を開閉する開閉弁１５ａが配置されている。開閉弁１５ａは、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その開閉作動が制御される電磁弁である。
【００４４】
また、冷媒が開閉弁１５ａを通過する際に生じる圧力損失は、暖房用固定絞り１３を通過する際に生じる圧力損失に対して極めて小さい。従って、冷媒放熱器１２から流出した冷媒は、開閉弁１５ａが開いている場合には固定絞り迂回用通路１４側を介して室外熱交換器１６へ流入し、開閉弁１５ａが閉じている場合には暖房用固定絞り１３を介して室外熱交換器１６へ流入する。
【００４５】
これにより、開閉弁１５ａは、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることができる。従って、本実施形態の開閉弁１５ａは、冷媒流路切替手段としての機能を果たす。なお、このような冷媒流路切替手段としては、冷媒放熱器１２出口側と暖房用固定絞り１３入口側とを接続する冷媒回路および冷媒放熱器１２出口側と固定絞り迂回用通路１４入口側とを接続する冷媒回路を切り替える電気式の三方弁等を採用してもよい。
【００４６】
室外熱交換器１６は、内部を流通する低圧冷媒と送風ファン１７から送風された外気とを熱交換させるものである。この室外熱交換器１６は、エンジンルーム内に配置されて、暖房運転時には、低圧冷媒を蒸発させて吸熱作用を発揮させる蒸発器として機能し、冷房運転時には、高圧冷媒を放熱させる放熱器として機能する熱交換器である。
【００４７】
また、送風ファン１７は、空調制御装置から出力される制御電圧によって稼働率、すなわち回転数（送風空気量）が制御される電動式送風機である。室外熱交換器１６の出口側には、電気式の三方弁１５ｂが接続されている。この三方弁１５ｂは、空調制御装置から出力される制御電圧によって、その作動が制御されるもので、上述した開閉弁１５ａとともに、冷媒流路切替手段を構成している。
【００４８】
より具体的には、三方弁１５ｂは、暖房運転時には、室外熱交換器１６の出口側と後述するアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替え、冷房運転時には、室外熱交換器１６の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。
【００４９】
冷房用固定絞り１９は、冷房運転時に室外熱交換器１６から流出した冷媒を減圧膨張させる冷房運転用の減圧手段であり、その基本的構成は、暖房用固定絞り１３と同様である。冷房用固定絞り１９の出口側には、室内蒸発器としての冷媒蒸発器２０の冷媒入口側が接続されている。
【００５０】
冷媒蒸発器２０は、室内空調ユニット３０のケーシング３１内のうち、冷媒放熱器１２よりも空気流れの上流側に配置されて、その内部を流通する冷媒と車室内送風空気とを熱交換させ、車室内送風空気を冷却する冷却用熱交換器である。冷媒蒸発器２０の冷媒出口側には、アキュムレータ１８の入口側が接続されている。
【００５１】
アキュムレータ１８は、その内部に流入した冷媒の気液を分離して、サイクル内の余剰冷媒を蓄える低圧側冷媒用の気液分離器である。アキュムレータ１８の気相冷媒出口には、圧縮機１１の吸入側が接続されている。従って、このアキュムレータ１８は、圧縮機１１に液相冷媒が吸入されてしまうことを抑制して、圧縮機１１の液圧縮を防止する機能を果たす。
【００５２】
次に、室内空調ユニット３０について説明する。室内空調ユニット３０は、車室内最前部の計器盤（インストルメントパネル）の内側に配置されて、その外殻を形成するケーシング３１内に送風機３２、前述の冷媒放熱器１２、冷媒蒸発器２０等を収容したものである。
【００５３】
ケーシング３１は、車室内に送風される車室内送風空気の空気通路を形成しており、ある程度の弾性を有し、強度的にも優れた樹脂（例えば、ポリプロピレン）にて成形されている。ケーシング３１内の車室内送風空気流れ最上流側には、車室内空気（内気）と外気とを切替導入する内外気切替装置３３が配置されている。
【００５４】
内外気切替装置３３には、ケーシング３１内に内気を導入させる内気導入口および外気を導入させる外気導入口が形成されている。さらに、内外気切替装置３３の内部には、内気導入口および外気導入口の開口面積を連続的に調整して、内気の風量と外気の風量との風量割合を変化させる内外気切替ドアが配置されている。
【００５５】
内外気切替装置３３の空気流れ下流側には、内外気切替装置３３を介して吸入された空気を車室内へ向けて送風する送風機３２が配置されている。この送風機３２は、遠心多翼ファン（シロッコファン）を電動モータにて駆動する電動送風機であって、空調制御装置から出力される制御電圧によって回転数（送風量）が制御される。
【００５６】
送風機３２の空気流れ下流側には、冷媒蒸発器２０および冷媒放熱器１２が、車室内送風空気の流れに対して、この順に配置されている。換言すると、冷媒蒸発器２０は、冷媒放熱器１２に対して、車室内送風空気の流れ方向上流側に配置されている。
【００５７】
さらに、冷媒蒸発器２０の空気流れ下流側であって、かつ、冷媒放熱器１２の空気流れ上流側には、冷媒蒸発器２０通過後の送風空気のうち、冷媒放熱器１２を通過させる風量割合を調整するエアミックスドア３４が配置されている。また、冷媒放熱器１２の空気流れ下流側には、冷媒放熱器１２にて冷媒と熱交換して加熱された送風空気と冷媒放熱器１２を迂回して加熱されていない送風空気とを混合させる混合空間３５が設けられている。
【００５８】
ケーシング３１の空気流れ最下流部には、混合空間３５にて混合された空調風を、冷却対象空間である車室内へ吹き出す開口穴が配置されている。具体的には、この開口穴としては、車室内の乗員の上半身に向けて空調風を吹き出すフェイス開口穴、乗員の足元に向けて空調風を吹き出すフット開口穴、および、車両前面窓ガラス内側面に向けて空調風を吹き出すデフロスタ開口穴（いずれも図示せず）が設けられている。
【００５９】
従って、エアミックスドア３４が冷媒放熱器１２を通過させる風量の割合を調整することによって、混合空間３５にて混合された空調風の温度が調整され、各開口穴から吹き出される空調風の温度が調整される。つまり、エアミックスドア３４は、車室内へ送風される空調風の温度を調整する温度調整手段を構成している。
【００６０】
なお、エアミックスドア３４は、空調制御装置から出力される制御信号によって作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。また、フェイス開口穴は、フット開口穴よりも上方に配置されている。従って、冷媒放熱器１２で加熱された送風空気のうち、上方側の第２熱交換領域にて加熱された送風空気はフェイス開口穴から流出しやすく、下方側の第１熱交換領域にて加熱された送風空気はフット開口穴から流出しやすい。
【００６１】
さらに、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の空気流れ上流側には、それぞれ、フェイス開口穴の開口面積を調整するフェイスドア、フット開口穴の開口面積を調整するフットドア、デフロスタ開口穴の開口面積を調整するデフロスタドア（いずれも図示せず）が配置されている。
【００６２】
これらのフェイスドア、フットドア、デフロスタドアは、開口穴モードを切り替える開口穴モード切替手段を構成するものであって、リンク機構等を介して、空調制御装置から出力される制御信号によってその作動が制御される図示しないサーボモータによって駆動される。
【００６３】
一方、フェイス開口穴、フット開口穴、およびデフロスタ開口穴の空気流れ下流側は、それぞれ空気通路を形成するダクトを介して、車室内に設けられたフェイス吹出口、フット吹出口およびデフロスタ吹出口に接続されている。例えば、フェイス開口穴については、図３に示すように、インストルメントパネルＰの左右方向中央部に設けられたフロントフェイス吹出口Ｐ１、左右方向端部側に設けられたサイドフェイス吹出口Ｐ２に接続されている。
【００６４】
また、図３から明らかなように、これらのフロントフェイス吹出口Ｐ１、サイドフェイス吹出口Ｐ２は、それぞれ運転席用および助手席用に複数箇所に設けられており、例えば、暖房運転時に冷媒放熱器１２のうち運転席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に運転席側に吹き出され、助手席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に助手席側に吹き出される。
【００６５】
ここで、図４〜図９を用いて、冷媒放熱器１２の詳細構成について説明する。図４は、冷媒放熱器１２の正面図であり、図４において車室内送風空気の流れ方向は紙面裏側から表側となる。
【００６６】
図４に示すように、冷媒放熱器１２は、圧縮機１１から吐出された高温高圧冷媒が流通する複数のチューブ１２１、この複数のチューブ１２１の長手方向（水平方向）両端側に配置されてチューブ１２１を流通する冷媒の集合あるいは分配を行う一対のヘッダタンク１２２、１２３等を有して構成される、いわゆるタンクアンドチューブ型の熱交換器として構成されている。
【００６７】
チューブ１２１は、伝熱性に優れる金属（例えば、アルミニウム合金）で形成され、水平方向に延びるとともに、その長手方向に垂直な断面が扁平形状に形成された扁平チューブで構成されている。さらに、その外表面に形成された平坦面（扁平面）が、車室内送風空気の流れ方向Ｘと平行に配置されている。なお、チューブ１２１としては、単穴あるいは多穴の扁平チューブのいずれを採用してもよい。
【００６８】
さらに、複数のチューブ１２１は、それぞれのチューブ１２１の平坦面同士が互いに平行となるように、略鉛直方向に等間隔に積層配置されており、隣り合うチューブ１２１同士の間には、車室内送風空気が流通する空気通路が形成されている。また、隣り合うチューブ１２１同士の間には、冷媒と車室内送風空気との熱交換を促進するフィン１２４が配置されている。
【００６９】
フィン１２４は、チューブ１２１と同じ材質の薄板材を波状に曲げ成形することによって形成されたコルゲートフィンであり、その頂部がチューブ１２１の平坦面にろう付け接合されている。なお、図４では、図示の明確化のため、フィン１２４を一部のみ図示しているが、フィン１２４は、隣り合うチューブ１２１の間の略全域に渡って配置されている。
【００７０】
ヘッダタンク１２２、１２３は、複数のチューブ１２１の積層方向（略鉛直方向）に延びる形状に形成された筒状部材であり、複数のチューブ１２１を流通する冷媒の集合あるいは分配を行うものである。
【００７１】
より具体的には、ヘッダタンク１２２、１２３は、いずれも分割タイプのヘッダタンクとして構成されており、チューブ１２１と同じ材質で形成され、それぞれのチューブ１２１の長手方向端部がろう付け接合されるプレート部材、および、このプレート部材に組み合わされるタンク部材によって筒状に形成されている。
【００７２】
さらに、ヘッダタンク１２２、１２３の両端部は、それぞれ閉塞部材としてのタンクキャップにて閉塞されている。もちろん、ヘッダタンク１２２、１２３を管状部材等で形成してもよい。
【００７３】
また、一対のヘッダタンク１２２、１２３のうち、チューブ１２１の一端側（図４では、紙面右側）に配置されるヘッダタンク１２２の内部には、セパレータ１２５が配置されている。このセパレータ１２５は、ヘッダタンク１２２の内部空間を、鉛直方向に流入空間（第１空間）１２２ａと流出空間（第２空間）１２２ｂとに区画するものである。
【００７４】
このため、複数のチューブ１２１は、ヘッダタンク１２２の流入空間１２２ａに接続される第１チューブ群１２１ａと流出空間１２２ｂに接続される第２チューブ群１２１ｂとに大別される。
【００７５】
さらに、ヘッダタンク１２２の鉛直方向下方側に位置付けられる流入空間１２２ａ側には、圧縮機１１の吐出口側との接続部として機能するとともに、ヘッダタンク１２２内へ冷媒を流入させる冷媒流入口が設けられた入口側コネクタ１２６が接続され、鉛直方向上方側に位置付けられる流出空間１２２ｂ側には、暖房用固定絞り１３入口側および固定絞り迂回用通路１４入口側との接続部として機能するとともに、ヘッダタンク１２２内から冷媒を流出させる冷媒流出口が設けられた出口側コネクタ１２７が接続されている。
【００７６】
従って、冷媒放熱器１２では、図４の太線矢印で示すように、圧縮機１１から吐出された過熱度を有する気相冷媒が、入口側コネクタ１２６を介して、ヘッダタンク１２２の流入空間１２２ａへ流入する。さらに、流入空間１２２ａへ流入した冷媒は、第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１へ分配される。
【００７７】
第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１へ流入した冷媒は、チューブ１２１を流通する際に、車室内送風空気と熱交換して、チューブ１２１から流出し、チューブ１２１の他端側に配置されるヘッダタンク１２３内に集合する。ヘッダタンク１２３内に集合した冷媒は、ヘッダタンク１２３の内部空間から第２チューブ群１２１ｂを構成するチューブ１２１へ分配される。
【００７８】
第２チューブ群１２１ｂを構成するチューブ１２１へ流入した冷媒は、チューブ１２１を流通する際に、車室内送風空気と熱交換して、チューブ１２１から流出し、ヘッダタンク１２２の流出空間１２２ｂに集合する。流出空間１２２ｂに集合した冷媒は、出口側コネクタ１２７を介して、暖房用固定絞り１３入口側および固定絞り迂回用通路１４入口側へ流出していく。
【００７９】
この際、本実施形態の冷媒放熱器１２では、第１チューブ群１２１ａを流通する冷媒が、チューブ１２１内にて車室内送風空気と熱交換しながら、過熱度を有する気相冷媒から気液二相冷媒となるまで冷却され、第２チューブ群１２１ｂを流通する冷媒が、チューブ１２１内にて車室内送風空気と熱交換しながら、気液二相冷媒から過冷却度を有する液相冷媒となるまで冷却される。
【００８０】
従って、第１チューブ群１２１ａによって構成される熱交換領域（以下、第１熱交換領域と表現する。）から吹き出される送風空気には、一端側から他端側へ向かって温度低下する温度分布が生じ、第２チューブ群１２１ｂによって構成される熱交換領域（以下、第２熱交換領域と表現する。）から吹き出される送風空気には、他端側から一端側へ向かって温度低下する温度分布が生じる。
【００８１】
このような各熱交換領域における送風空気の温度分布の発生は、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気および第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気を合流させた合流空気の温度と、第１、第２熱交換領域の他端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を招く原因となる。つまり、冷媒放熱器１２全体として送風空気の水平方向の温度分布を招く原因となる。
【００８２】
前述の如く、本実施形態の車両用空調装置１では、冷媒放熱器１２のうち運転席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に運転席側に吹き出され、助手席側の熱交換領域で加熱された送風空気は主に助手席側に吹き出される。従って、送風空気の水平方向の温度分布が拡大すると、運転席側へ吹き出される送風空気の温度と助手席側へ吹き出される送風空気の温度との温度差を拡大させてしまうことになる。
【００８３】
そのため、車両用空調装置１に適用される冷媒放熱器１２では、冷媒放熱器１２全体として送風空気の水平方向の温度分布が抑制されることが望まれる。そこで、本実施形態では、以下のように冷媒放熱器１２の各諸元を設定して、送風空気の水平方向の温度分布を抑制している。
【００８４】
まず、図５を用いて、人間の一般的な温感について説明する。図５は、室温と温感（１０段階の官能評価）との関係を示したグラフである。なお、図５は、渡辺  敏監修、「自動車工学シリーズ  カーエアコン  第２版」、株式会社  山海堂発行、２００３年１月１５日、ｐ４３、図３．３を参考としたグラフである。
【００８５】
図５から明らかなように、２８０名の被験者の官能評価より、人間が「暖かい（図５では、１〜２の範囲）」と感じる室温は、２５℃〜３０℃の範囲と判断することができる。これを車両用空調装置１に適用すると、暖房運転時には、運転席側へ吹き出される送風空気の温度および助手席側へ吹き出される送風空気の温度の双方を、２５℃〜３０℃とすることが望ましい。
【００８６】
換言すると、暖房運転時に、双方の送風空気の温度差を５℃以下に抑制することができれば、運転席側の乗員および助手席側の乗員の双方にとって快適な暖房を実現することができる。そこで、本発明者は、図６に示すように、冷媒放熱器１２から流出する液相冷媒の過冷却度ＳＣの変化に対する送風空気の左右平均温度差ΔＴを確認した。
【００８７】
左右平均温度差ΔＴは、図７の太線に示すように、冷媒放熱器の熱交換領域を４０の領域（上下方向２×水平方向２０）に分割し、各領域毎に吹き出される送風空気の平均温度を求め、さらに、水平方向一端側（紙面右側）の熱交換領域の２０の領域の一端側平均温度と水平方向他端側（紙面左側）の熱交換領域の２０つの領域の他端側平均温度との温度差の絶対値として求められた値である。
【００８８】
従って、左右平均温度差ΔＴは、冷媒放熱器１２から吹き出される送風空気の水平方向の温度分布を表す指標として用いることができる。なお、図７は、冷媒放熱器１２の寸法諸元等を説明するための説明図であり、図４に対して、説明用の仮想線等を追加するとともに、図示の明確化のために一部の符号を省略した図面である。
【００８９】
また、図６の確認では、冷媒放熱器１２へ流入する圧縮機１１吐出冷媒の過熱度ＳＨを、予め定めた基準過熱度ＫＳＨ以下の所定値に近づくようにしている。この基準過熱度ＫＳＨは、圧縮機１１の耐熱性を考慮して圧縮機１１の保護を図ることができるように決定された値である。さらに、冷媒放熱器１２にて冷媒と熱交換する送風空気の温度は、１１℃とし、送風空気の風量は、１８０ｍ3／ｈとしている。
【００９０】
図６から明らかなように、冷媒放熱器１２から流出する液相冷媒の過冷却度ＳＣが低下するに伴って左右平均温度差ΔＴが縮小して、過冷却度ＳＣが１０℃となると左右平均温度差ΔＴは殆ど無くなる。さらに、過冷却度ＳＣが低下するに伴って左右平均温度差ΔＴが拡大する。
【００９１】
この過冷却度ＳＣと左右平均温度差ΔＴとの関係は、以下数式Ｆ１にて近似できる。
ΔＴ＝ａｂｓ（０．３２５６×ＳＣ−３．０８８１）…（Ｆ１）
なお、ａｂｓ（）は、絶対値を取ることを表す関数である。従って、左右平均温度差ΔＴを５℃以下とするためには、過冷却度ＳＣを２４．７℃以下とすることが望ましい。さらに、より一層、左右平均温度差ΔＴを縮小して３℃以下とするためには、過冷却度ＳＣを１８．６℃以下とすることが望ましい。
【００９２】
次に、本実施形態の冷媒放熱器１２のように、第１熱交換領域と第２熱交換領域が、ヘッダタンク１２２の長手方向に並べて配置される構成では、双方の熱交換領域の面積を互いに独立に調整することができる。そして、双方の熱交換領域の面積比を調整することによって、双方の熱交換領域における熱交換量を容易に変化させることができる。
【００９３】
さらに、双方の熱交換領域における熱交換量を適切に調整することによって、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気および第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気を合流させた合流空気の温度を変化させて、合流空気の温度と第１、第２熱交換領域の他端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を容易に抑制できる。
【００９４】
そこで、本発明者は、チューブ１２１の総数をＸとし、第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１の本数のＸに対する割合をＹとし、チューブ１２１のうち冷媒と送風空気との熱交換に寄与する部位の長手方向長さをＷ（図７参照、単位：ｍｍ）としたときに、総数Ｘ、割合Ｙおよび長手方向長さＷを変化させた際の左右平均温度差ΔＴの変化を調査した。
【００９５】
具体的には、図８に示すように、チューブの長手方向長さＷを８５ｍｍ〜３５０ｍｍの範囲で数段階に変化させるとともに、チューブ１２１の総数Ｘを１０本〜５０本の範囲で数段階に変化させ、左右平均温度差ΔＴが３℃以下となる割合Ｙの範囲を求めている。そして、左右平均温度差ΔＴが３℃以下となる割合Ｙを範囲内のＷおよびＸの関数で表し、以下数式Ｆ２の関係式を満たすように割合Ｙを決定している。
｛（−０．０００８Ｗ2＋０．１０９Ｗ＋１９．９５２）Ｘ2＋（０．０３６Ｗ2＋１．７７９１Ｗ−１８７６．６）Ｘ−０．２５３６Ｗ2−３２．１７３Ｗ＋５０８８６｝／１０5≦Ｙ≦（１４．７４８Ｘ2−９９９．９７Ｘ−０．２１６Ｗ2＋２６３．４８Ｗ＋４６８９３．５）／１０5 …（Ｆ２）
これにより、冷媒放熱器１２から流出する液相冷媒の過冷却度ＳＣが２４．７℃以下（具体的には、１８．６℃以下）となる冷媒放熱器１２が容易に実現でき、左右平均温度差ΔＴを３℃以下に縮小できる。
【００９６】
なお、図８では、それぞれ（ａ）Ｗ＝３５０、Ｘ＝５０、（ｂ）Ｗ＝８５、Ｘ＝５０、（ｃ）Ｗ＝３５０、Ｘ＝１０、（ｄ）Ｗ＝８５、Ｘ＝１０の代表的な４つの条件における割合Ｙを変化させた際の左右平均温度差ΔＴの変化を示している。
【００９７】
また、８５≦Ｗ≦３５０の範囲および１０≦Ｘ≦５０の範囲は、一般的な車両用空調装置に搭載される冷媒放熱器で採用される範囲として決定されている。従って、数式Ｆ２の関係式を満たすようにＹを決定することで、一般的な車両用空調装置に搭載される冷媒放熱器で左右平均温度差ΔＴの縮小効果を得ることができる。
【００９８】
次に、本実施形態の冷媒放熱器１２のように、冷媒が、水平方向に延びる第１チューブ群１２１ａ（第１熱交換領域）→第２チューブ群１２１ｂ（第２熱交換領域）の順に流れる構成では、第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１と第２チューブ群１２１ｂを構成するチューブ１２１を仮想的な１本のチューブとみなし、これを水平方向に折り曲げた構成と考えることができる。
【００９９】
そして、この仮想的な一本のチューブの長さによって送風空気との熱交換量が決定され、一本のチューブの入口側（すなわち、第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１の一端側）を流通する冷媒の温度と一本のチューブの出口側（すなわち、第２チューブ群１２１ｂを構成するチューブ１２１の一端側）を流通する冷媒の温度と温度差が変化する。
【０１００】
従って、この仮想的な一本のチューブの長さを決定付ける冷媒放熱器１２全体としての体格、すなわち、冷媒放熱器１２全体としての熱交換領域の大きさを調整することによって、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を容易に調整することができる。
【０１０１】
そこで、本発明者は、複数のチューブ１２１の積層方向最上位部から積層方向最下位部へ至る積層高さをＨ（図７参照、単位：ｍｍ）とし、図９に示すように、前述のチューブ１２１の長手方向長さＷと積層高さＨとを変化させた際の左右平均温度差ΔＴの等温線を調査した。そして、この等温線の近似式である下数式Ｆ３の関係式を満たすように長手方向長さＷおよび積層高さＨを決定している。
−０．５６９Ｈ＋１２９．４１≦Ｗ≦−０．５４８７Ｈ＋４５８．７７…（Ｆ３）
これにより、左右平均温度差ΔＴを容易に５℃以下とすることができる。
【０１０２】
また、同様に求められる下記数式Ｆ４の関係式を満たすように長手方向長さＷおよび積層高さＨを決定すれば、左右平均温度差ΔＴを３℃以下とすることもできる。
−０．６０５９Ｈ＋１５２．２３≦Ｗ≦−０．５６９２Ｈ＋３８２．６９…（Ｆ４）
さらに、本発明者の検討によれば、数式Ｆ３、Ｆ４の関係式を満たすように長手方向長さＷおよび積層高さＨを決定することで、一般的な車両用空調装置に搭載される冷媒放熱器で採用されている６９．４≦Ｈ≦３５７．４の範囲で、左右平均温度差ΔＴ縮小効果を得ることができることが判っている。
【０１０３】
次に、本実施形態の電気制御部について説明する。空調制御装置は、ＣＰＵ、ＲＯＭおよびＲＡＭ等を含む周知のマイクロコンピュータとその周辺回路から構成され、そのＲＯＭ内に記憶された空調制御プログラムに基づいて各種演算、処理を行い、出力側に接続された各種空調制御機器１１、１５ａ、１５ｂ、１７、３２等の作動を制御する。
【０１０４】
また、空調制御装置の入力側には、車室内温度を検出する内気センサ、外気温を検出する外気センサ、車室内の日射量を検出する日射センサ、冷媒蒸発器２０の吹出空気温度（蒸発器温度）を検出する蒸発器温度センサ、圧縮機１１吐出冷媒温度を検出する吐出冷媒温度センサ、室外熱交換器１６出口側冷媒温度を検出する出口冷媒温度センサ等の種々の空調制御用のセンサ群が接続されている。
【０１０５】
さらに、空調制御装置の入力側には、車室内前部の計器盤付近に配置された図示しない操作パネルが接続され、この操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチからの操作信号が入力される。操作パネルに設けられた各種空調操作スイッチとしては、車両用空調装置の作動スイッチ、車室内温度を設定する車室内温度設定スイッチ、運転モードの選択スイッチ等が設けられている。
【０１０６】
なお、空調制御装置は、圧縮機１１の電動モータ１１ｂ、開閉弁１５ａ、三方弁１５ｂ等を制御する制御手段が一体に構成され、これらの作動を制御するものであるが、本実施形態では、空調制御装置のうち、圧縮機１１の作動を制御する構成（ハードウェアおよびソフトウェア）が冷媒吐出能力制御手段を構成し、冷媒流路切替手段を構成する各種機器１５ａ、１５ｂの作動を制御する構成が冷媒流路制御手段を構成している。
【０１０７】
次に、上記構成における本実施形態の車両用空調装置１の作動を説明する。本実施形態の車両用空調装置１では、前述の如く、車室内を暖房する暖房運転および車室内を冷房する冷房運転を実行することができる。以下に各運転における作動を説明する。
【０１０８】
（ａ）暖房運転
暖房運転は、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって暖房運転モードが選択されると開始される。暖房運転時には、空調制御装置が、開閉弁１５ａを閉じるとともに、三方弁１５ｂを室外熱交換器１６の出口側とアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。これにより、ヒートポンプサイクル１０は、図１の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。
【０１０９】
この冷媒流路の構成で、空調制御装置が上述の空調制御用のセンサ群の検出信号および操作パネルの操作信号を読み込む。そして、検出信号および操作信号の値に基づいて車室内へ吹き出す空気の目標温度である目標吹出温度ＴＡＯを算出する。さらに、算出された目標吹出温度ＴＡＯおよびセンサ群の検出信号に基づいて、空調制御装置の出力側に接続された各種空調制御機器の作動状態を決定する。
【０１１０】
例えば、圧縮機１１の冷媒吐出能力、すなわち圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号については、以下のように決定される。まず、目標吹出温度ＴＡＯに基づいて、予め空調制御装置に記憶された制御マップを参照して、冷媒蒸発器２０の目標蒸発器吹出温度ＴＥＯを決定する。
【０１１１】
そして、この目標蒸発器吹出温度ＴＥＯと蒸発器温度センサによって検出された冷媒蒸発器２０からの吹出空気温度との偏差に基づいて、フィードバック制御手法を用いて冷媒蒸発器２０からの吹出空気温度が目標蒸発器吹出温度ＴＥＯに近づくように、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号が決定される。
【０１１２】
この際、圧縮機１１の電動モータに出力される制御信号は、圧縮機１１を過度の温度上昇から保護するために、圧縮機１１吐出冷媒の過熱度ＳＨが基準過熱度ＫＳＨ以下となるように決定される。
【０１１３】
また、エアミックスドア３４のサーボモータへ出力される制御信号については、目標吹出温度ＴＡＯ、冷媒蒸発器２０からの吹出空気温度および吐出冷媒温度センサによって検出された圧縮機１１吐出冷媒温度等を用いて、車室内へ吹き出される空気の温度が車室内温度設定スイッチによって設定された乗員の所望の温度となるように決定される。
【０１１４】
なお、暖房運転時には、図１に図示するように、送風機３２から送風された車室内送風空気の全風量が、冷媒放熱器１２を通過するようにエアミックスドア３４の開度を制御してもよい。
【０１１５】
そして、上記の如く決定された制御信号等を各種空調制御機器へ出力する。その後、操作パネルによって車両用空調装置の作動停止が要求されるまで、所定の制御周期毎に、上述の検出信号および操作信号の読み込み→目標吹出温度ＴＡＯの算出→各種空調制御機器の作動状態決定→制御電圧および制御信号の出力といった制御ルーチンが繰り返される。なお、このような制御ルーチンの繰り返しは、冷房運転時にも基本的に同様に行われる。
【０１１６】
また、暖房運転時のヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が冷媒放熱器１２へ流入する。冷媒放熱器１２へ流入した冷媒は、送風機３２から送風されて冷媒蒸発器２０を通過した車室内送風空気と熱交換して放熱する。これにより、車室内送風空気が加熱される。
【０１１７】
冷媒放熱器１２から流出した高圧冷媒は、開閉弁１５ａが閉じているので、暖房用固定絞り１３へ流入して減圧膨張される。そして、暖房用固定絞り１３にて減圧膨張された低圧冷媒は、室外熱交換器１６へ流入する。室外熱交換器１６へ流入した低圧冷媒は、送風ファン１７によって送風された外気から吸熱して蒸発する。
【０１１８】
室外熱交換器１６から流出した冷媒は、三方弁１５ｂが、室外熱交換器１６の出口側とアキュムレータ１８の入口側とを接続する冷媒流路に切り替えられているので、アキュムレータ１８へ流入して気液分離される。そして、アキュムレータ１８にて分離された気相冷媒が、圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。
【０１１９】
以上の如く、暖房運転時には、冷媒放熱器１２にて圧縮機１１から吐出された冷媒の有する熱量によって車室内送風空気が加熱されて、空調対象空間である車室内の暖房を行うことができる。
【０１２０】
（ｂ）冷房運転
冷房運転は、操作パネルの作動スイッチが投入（ＯＮ）された状態で、選択スイッチによって冷房運転モードが選択されると開始される。この冷房運転時には、空調制御装置が、開閉弁１５ａを開くとともに、三方弁１５ｂを室外熱交換器１６の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替える。これにより、ヒートポンプサイクル１０は、図２の実線矢印に示すように冷媒が流れる冷媒流路に切り替えられる。
【０１２１】
冷房運転時のヒートポンプサイクル１０では、圧縮機１１から吐出された高圧冷媒が冷媒放熱器１２へ流入して、送風機３２から送風されて冷媒蒸発器２０を通過した車室内送風空気と熱交換して放熱する。冷媒放熱器１２から流出した高圧冷媒は、開閉弁１５ａが開いているので、固定絞り迂回用通路１４を介して室外熱交換器１６へ流入する。
【０１２２】
室外熱交換器１６へ流入した低圧冷媒は、送風ファン１７によって送風された外気にさらに放熱する。室外熱交換器１６から流出した冷媒は、三方弁１５ｂが、室外熱交換器１６の出口側と冷房用固定絞り１９の入口側とを接続する冷媒流路に切り替えられているので、冷房用固定絞り１９にて減圧膨張される。
【０１２３】
冷房用固定絞り１９から流出した冷媒は、冷媒蒸発器２０へ流入して、送風機３２によって送風された車室内送風空気から吸熱して蒸発する。これにより、車室内送風空気が冷却される。冷媒蒸発器２０から流出した冷媒は、アキュムレータ１８へ流入して気液分離される。
【０１２４】
そして、アキュムレータ１８にて分離された気相冷媒が、圧縮機１１に吸入されて再び圧縮される。上記の如く、冷房運転時には、冷媒蒸発器２０にて低圧冷媒が車室内送風空気から吸熱して蒸発することによって、車室内送風空気が冷却されて車室内の冷房を行うことができる。
【０１２５】
なお、冷房運転時に、乗員が車室内温度設定スイッチによって車室内温度よりも高い温度を設定すると、車室内送風空気の温度が車室内温度よりも高い温度となるようにエアミックスドア３４の開度が調整される。このような場合であっても、冷媒蒸発器２０では、車室内送風空気が冷却され、その絶対湿度を低下させるので、車室内の除湿暖房を実現することができる。
【０１２６】
以上、説明したように、本実施形態の車両用空調装置１では、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることによって、暖房運転、冷房運転、除湿暖房運転を実行することができる。
【０１２７】
さらに、本実施形態では、上記の如く冷媒放熱器１２の各諸元が設定されているので、冷媒放熱器１２から流出する冷媒（具体的には、第２チューブ群１２１ｂから流出する冷媒）が液相冷媒となるヒートポンプサイクル１０において、この液相冷媒の過冷却度ＳＣを確実に２４．７℃以下として、冷媒放熱器１２から吹き出される送風空気の水平方向の温度分布を効果的に抑制することができる。
【０１２８】
また、本実施形態のように車両用空調装置１の加熱手段として用いられる冷媒放熱器１２において、送風空気の水平方向の温度分布を抑制できることは、運転席側へ吹き出される送風空気と助手席側へ吹き出される送風空気との温度差の拡大を抑制できる点で極めて有効である。
【０１２９】
ところで、本実施形態の冷媒放熱器１２では、水平方向の温度分布を効果的に抑制できるものの、冷媒放熱器１２の一端側（図４では紙面右側）の鉛直方向の温度分布を抑制するためには、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気とを充分に混合させる必要がある。
【０１３０】
つまり、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気とを充分に混合させなければ、冷媒放熱器１２の一端側から吹き出される送風空気には、第１熱交換領域側（下方側）から第２熱交換領域側（上方側）へ向かって温度低下する温度分布が生じる。
【０１３１】
これに対して、本実施形態の車両用空調装置１では、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気とを積極的に混合させるための構成を備えることなく、混合空間３５にて混合された送風空気を吹き出すようにしている。
【０１３２】
従って、冷媒放熱器１２の一端側（本実施形態では、運転席側）では、フット開口穴よりも上方に配置されたフェイス開口穴から第２熱交換領域の一端側から吹き出される比較的温度の低い送風空気を流出させ、フット開口穴から第１熱交換領域の一端側から吹き出される比較的温度の高い送風空気を流出させることができる。これにより、冷媒放熱器１２の一端側では、頭寒足熱型の快適な空調を実現できる。
【０１３３】
（第２実施形態）
第１実施形態では、冷媒放熱器１２から流出する冷媒（具体的には、第２チューブ群１２１ｂから流出する冷媒）が、過冷却度を有する液相冷媒となる例を説明したが、本実施形態では、冷媒放熱器１２から流出する冷媒が気液二相冷媒となる例を説明する。
【０１３４】
つまり、本実施形態の冷媒放熱器１２では、第１チューブ群１２１ａを流通する冷媒が、チューブ１２１内にて車室内送風空気と熱交換しながら、過熱度を有する気相冷媒から気液二相冷媒となるまで冷却され、第２チューブ群１２１ｂを流通する冷媒が、チューブ１２１内にて車室内送風空気と熱交換してエンタルピを低下させるものの気液二相冷媒のまま流出していく。
【０１３５】
従って、本実施形態の第１チューブ群１２１ａによって構成される熱交換領域（以下、第１熱交換領域と表現する。）から吹き出される送風空気には、一端側から他端側へ向かって温度低下する温度分布が生じ、第２チューブ群１２１ｂによって構成される熱交換領域（以下、第２熱交換領域と表現する。）から吹き出される送風空気には、温度分布が殆ど生じない。
【０１３６】
このような各熱交換領域における送風空気の温度分布についても、第１実施形態と同様に、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気および第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気を合流させた合流空気の温度と、第１、第２熱交換領域の他端側から吹き出される送風空気の温度との温度差を招く原因となる。つまり、冷媒放熱器１２全体として送風空気の水平方向の温度分布を招く原因となる。
【０１３７】
そこで、本発明者は、図１０に示すように、冷媒放熱器１２から流出する気液二相冷媒の乾き度Ｘの変化に対する送風空気の左右平均温度差ΔＴを確認した。なお、この左右平均温度差ΔＴの確認条件は第１実施形態と同様である。
【０１３８】
図１０から明らかなように、冷媒放熱器１２から流出する気液二相冷媒の乾き度Ｘが小さくなるに伴って左右平均温度差ΔＴが縮小する。この乾き度Ｘと左右平均温度差ΔＴとの関係は、以下数式Ｆ５にて近似できる。
ΔＴ＝５．４６２９×Ｘ−３．６５２３…（Ｆ５）
従って、左右平均温度差ΔＴを５℃以下とするためには、乾き度Ｘを０．２５以下とすることが望ましい。
【０１３９】
さらに、本実施形態の冷媒放熱器１２では、上述の数式Ｆ２、Ｆ３、Ｆ４を満たすように、チューブ１２１の総数をＸとした場合における、第１チューブ群１２１ａを構成するチューブ１２１の本数のＸに対する割合Ｙ、チューブ１２１の長手方向長さＷおよび積層高さＨを決定している。
【０１４０】
その他のヒートポンプサイクル１０の各構成機器および車両用空調装置１の作動については第１実施形態と同様である。従って、本実施形態の車両用空調装置１においても、第１実施形態と同様に、ヒートポンプサイクル１０の冷媒流路を切り替えることによって、暖房運転、冷房運転、除湿暖房運転を実行することができる。
【０１４１】
さらに、本実施形態では、上記の如く冷媒放熱器１２の各諸元が設定されているので、冷媒放熱器１２から流出する冷媒が気液二相冷媒となるヒートポンプサイクル１０において、この気液二相冷媒の乾き度Ｘを確実に０．２５以下として、冷媒放熱器１２から吹き出される送風空気の水平方向の温度分布を効果的に抑制することができる。
【０１４２】
（他の実施形態）
本発明は上述の実施形態に限定されることなく、本発明の趣旨を逸脱しない範囲内で、以下のように種々変形可能である。
【０１４３】
（１）上述の実施形態では、水平方向に延びるチューブ１２１を備える冷媒放熱器１２について説明したが、チューブ１２１の長手方向は、これに限定されない。例えば、チューブ１２１が鉛直方向に延びる構成とすれば、冷媒放熱器１２から吹き出される送風空気の鉛直方向の温度分布を効果的に抑制することができる。
【０１４４】
また、チューブ１２１は、一定方向に延びるものに限定されることなく、蛇行しながら一定方向に延びるものであってもよい。さらに、上述の実施形態では、チューブ１２１の積層方向（ヘッダタンクの長手方向）が鉛直方向である例を説明したが、もちろん、積層方向が鉛直方向に対して傾斜していてもよい。
【０１４５】
（２）上述の実施形態では、冷媒放熱器１２へ流入する気相冷媒の過熱度ＳＨが基準過熱度ＫＳＨ以下となるように、圧縮機１１の作動を制御することを説明したが、冷媒放熱器１２へ流入する気相冷媒の過熱度ＳＨの調整は、これに限定されない。例えば、暖房用固定絞り１３を廃止して可変絞り機構を採用し、この可変絞り機構の開度調整を行うことによって、冷媒放熱器１２へ流入する気相冷媒の過熱度ＳＨを調整してもよい。
【０１４６】
また、冷媒放熱器１２へ流入する気相冷媒の過熱度ＳＨは、圧縮機１１吐出冷媒の温度および圧力を検出して、この検出値が予め定めた目標過熱度に近づくように調整してもよい。さらに、圧縮機１１の吸入冷媒圧力と吐出冷媒圧力の差圧に応じて、圧縮機１１あるいは可変絞り機構の作動を制御して、過熱度ＳＨを調整してもよい。
【０１４７】
（３）上述の第１実施形態では、冷媒放熱器１２から流出する冷媒が過冷却度を有する液相冷媒となる例を説明し、第２実施形態では、冷媒放熱器１２から流出する冷媒が気液二相冷媒となる例を説明したが、もちろん、上述の実施形態で説明した冷媒放熱器１２は、負荷変動に伴って冷媒放熱器１２から流出する冷媒が気液二相冷媒となる運転状態と液相冷媒となる運転状態の双方が生じるヒートポンプサイクル１０に適用してもよい。
【０１４８】
（４）上述の実施形態の冷媒放熱器１２では、冷媒と車室内送風空気とを熱交換させる構成のものを採用した例を説明したが、本発明の冷媒放熱器１２の構成は、これに限定されない。例えば、冷媒、車室内送風空気、他の熱媒体等の複数種の流体の熱交換を可能に構成されたものであってもよい。
【０１４９】
具体的には、冷媒を流通させる冷媒用チューブと熱媒体を流通させる熱媒体用チューブとを順次積層配置し、隣り合う冷媒用チューブと熱媒体用チューブとの間に送風空気を流通させる空気通路を形成し、さらに、この空気通路に冷媒用チューブおよび熱媒体用チューブの双方に接合されて、冷媒と送風空気および熱媒体と送風空気との熱交換を促進するとともに、冷媒と熱媒体との熱移動を可能とするフィンを配置した構成を採用できる。
【０１５０】
（５）上述の実施形態では、第１チューブ群１２１ａが、第２チューブ群１２１ｂよりも下方に配置された例を説明したが、もちろん、送風空気の上下方向の温度分布として、第１熱交換領域側（下方側）から第２熱交換領域側（上方側）へ向かって温度上昇する分布が要求されるヒートポンプサイクルでは、第１チューブ群１２１ａが、第２チューブ群１２１ｂよりも上方に配置されていてもよい。
【０１５１】
また、送風空気の上下方向の温度分布が要求されないヒートポンプサイクルでは、第１熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気と第２熱交換領域の一端側から吹き出される送風空気とを積極的に混合させるための構成を備えていてもよい。
【０１５２】
（６）上述の実施形態では、本発明の冷媒放熱器１２を備えるヒートポンプサイクル１０を車両用空調装置に適用した例を説明したが、本発明の冷媒放熱器１２を備えるヒートポンプサイクル１０の適用はこれに限定されない。例えば、据置型空調装置、冷温保存庫、自動販売機用冷却加熱装置等に適用してもよい。
【符号の説明】
【０１５３】
１０            ヒートポンプサイクル
１１            圧縮機
１２            冷媒放熱器
１２１          チューブ
１２１ａ        第１チューブ群
１２１ｂ        第２チューブ群
１２２、１２３  ヘッダタンク
１２２ａ        流入空間（第１空間）
１２２ｂ        流出空間（第２空間）
【図１】
0005556697.tif 000002
【図２】
0005556697.tif 000003
【図３】
0005556697.tif 000004
【図４】
0005556697.tif 000005
【図５】
0005556697.tif 000006
【図６】
0005556697.tif 000007
【図７】
0005556697.tif 000008
【図８】
0005556697.tif 000009
【図９】
0005556697.tif 000010
【図１０】
0005556697.tif 000011